展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

1、兰州交通大学博文学院 课程设计说明书 课题名称：二级展开式圆柱齿轮减速器 学 院：兰州交通大学博文学院 专 业：金属材料工程专业 班 级：09 材料班 学 号：20090820 学 生: 范兆乐 指导教师：雒晓兵 2011 年 6 月 30 日 目录目录 前前 言言.4 第一章第一章 设计说设计说明明书书.5 设计题目.5 工作条件.5 原始技术数据（表 1） .5 设计工作量.5 第二章 机械装置的总体设计方案.6 电动机选择.6 选择电动机类型 .6 6 选择电动机容量 .6 6 确定电动机转速 .6 6 传动比分配.7 总传动比 .7 7 分配传动装置各级传动比考虑到传动装置的外部空间尺

2、寸取 v.7 7 运运动动和和动动力参数力参数计计算算.7 7 0 轴（电动机轴）： .7 7 1 轴（高速轴）： .7 7 2 轴（中间轴）： .8 8 3 轴（低速轴）： .8 8 4 轴（卷筒轴）： .8 8 第三章 主要零部件的设计计算8 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计.9 高速级齿轮传动设计 .9 9 低速级齿轮传动设计 .1212 第四章 轴系结构设计.15 高速轴的轴系结构设计 .1616 中间轴的轴系结构设计 .1818 低速轴的轴系结构设计.2121 第五章第五章键键的的设计计设计计算算31 第六章箱体第六章箱体结结构的构的设计设计34 第七章设计小结37 参考文献参考

3、文献38 前前 言言 机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于 实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机 械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械 零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训 练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系 统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。 本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一 种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地 应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输

4、、纺织印染、制药、造船、机械、环保及 食品轻工等领域。 本次设计综综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使 已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一 般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的 能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑 技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。 最后借此机会，对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对、帮助的同学 表示衷心的感谢。 由于缺乏经验、水平有限，设计中难免有不妥之处，恳请各位老师及同学提 出宝贵意见。 第一章第一章 设计

5、说明书设计说明书 设计题目 用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图 1 所示。 图 1 已知条件 1.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内 工作，有粉尘，环境最高温度 35； 2.使用折旧期：8 年； 3.检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次 小修； 4.动力来源：电力，三相交流，电压 380/220v； 5.运输带速度允许误差：5%； 6.制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 原始技术数据（表 1） 表表 1 展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据 题号 参数 12345678910 运输带工

6、作拉力 f/n 1500220023002500260028003300400045004800 运输带工作速度 v/(m/s) 1.25 卷筒直径 d/mm220240300400220350350400400500 本组设计数据： 第 6 组数据：运输带工作拉力 f/n 2800 运输带工作速度 v/(m/s) 1.4 卷筒直径 d/mm 350 设计工作量设计工作量 （1）减速器装配图一张；（零号图纸） （2）零件工作图二张（大齿轮，输入轴，3 号图纸）； （3）设计说明书一份。 第二章第二章机械装置的总体设计方案机械装置的总体设计方

7、案 电动机选择 选择电动机类型选择电动机类型 按工作要求选用 y 系列（ip44）全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。该电 动机的工作条件为：环境温度-15- +40，相对湿度不超过 90%，电压 380v，频 率 50hz。 选择电动机容量选择电动机容量 电动机所需工作功率（kw）为 d p w d p p 工作机所需功率（kw）为 =28001.4=3920 w w p www pfv 传动装置的总效率为 4 4 3 2 2 2 1 按机械课程设计手册表 2-4 确定各部分效率为:联轴器效率为，闭99.0 1 式齿轮传动效率，滚动轴承，卷筒效率，代入得96 . 0 2 98 . 0 3 96

8、 . 0 4 8 . 096 . 0 98 . 0 96 . 0 99 . 0 422 所需电动机功率为 kw kwp p w d 9 . 4 8 . 0 92 . 3 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。由机械课程设计手册表 20- ed p d p 1，y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为 5.5kw。 ed p 确定电动机转速确定电动机转速 卷筒轴工作转速 min)/(31.74 36014 . 3 4 . 1100060100060 r d v nw 通常，二级圆柱齿轮减速器为，故电动机转速的可选范围为608 2 i min/ 6 . 4458594min/31.74)608

9、(rrnin wd 符合这一范围的同步转速有 750 r/min,1500r/min 和 3000r/min,其中减速器以 1500 和 1000r/min 的优先，所以现以这两种方案进行比较。由机械课程设计手 册第十二章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表 2： 表表 2 2 额定功率为时电动机选择对总体方案的影响额定功率为时电动机选择对总体方案的影响 方案电动机型号 额定功率 /kw 同步转速/满载转速 /(r/min) m n 电动机质量 /kg 1y132s-45.51500/144068 2y132m2-65.51000/96084 表 2 中，方案 1 与方案 2 相比

10、较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量 及总传动比，为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择方案 2，即所选电动机型号为 y132m2-6。 传动比分配 总传动比总传动比 9 . 12 31.74 960 w m a n n i 分配传动装置各级传动比分配传动装置各级传动比 减速器的传动比 为 12.9,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的i ，为了分配均匀取，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的 21 )5 . 11 . 1 (ii 21 2 . 1 ii 传动比，低速级的传动比。93 . 3 1 i28 . 3 2 i 运动和动力参数计算运动和动力参数计算 0 0 轴（电动机轴）

11、：轴（电动机轴）： mn n p t rnn kwpp m d 71.549550 min/960 5 . 5 0 0 0 0 0 1 1 轴（高速轴）：轴（高速轴）： mn n p t rnn kwkwpp 17.549550 min/960 445 . 5 99 . 0 5 . 5 1 1 1 01 101 2 2 轴（中间轴）：轴（中间轴）： mn n p t r i n n kwkwpp 28.2009550 min/275.244 93 . 3 960 123 . 5 98 . 0 96 . 0 445 . 5 2 2 2 1 1 2 3212 3 3 轴（低速轴）：轴（低速轴）：

12、mn n p t r i n n kwkwpp 11.6189550 min/47.74 82 . 4 98 . 0 96 . 0 123 . 5 3 3 3 2 2 3 3223 4 4 轴（卷筒轴）轴（卷筒轴）： mn n p t rnn kwkwpp 16.6009550 min/47.74 68 . 4 98 . 0 99 . 0 82 . 4 4 4 4 34 4234 运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表 3 如下： 项目电动机 轴 高速轴中间轴低速轴卷筒轴 转速（r/min） 960960244.27574.4774.47 功率(kw)5.55.4455.1234.824.6

13、8 转矩(n*m) 54.1754.17200.28618.11600.16 传动比 13.933.281 效率0.990.940.940.98 第三章第三章 主要零部件的设计计算主要零部件的设计计算 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 高速级齿轮传动设计 1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 7 级精度（gb 10095-88）。 3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级 圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿 面硬度分别为 240hbs,28

14、0hbs，二者材料硬度差为 40hbs。 4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取。20z 6 . 782093 . 3 2 z79 2 z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 .) ( 1 .32 . 2 3 21 1 h e d t z u ukt d (1) 确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数3 . 1 t k 2) 由以上计算得小齿轮的转矩mnt17.54 1 3) 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，按1d 2 1 8 .189 mpaze 齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强mpa h 600 1lim 度极限。.550 2lim mpa

15、 h 4)计算应力循环次数 9 11 107648 . 2 )1030082(19606060 h jlnn 91 2 107 . 0 93 . 3 7648 . 2 n n 5) 按接触疲劳寿命系数 92 . 0 1 hn96 . 0 2 hn 6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 s=1 由 得 s nlim mpa s mpa s hn h hn h 52855096 . 0 5526002 . 0 lim2 2 1lim1 1 （2） 计算： 1) 带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为 h td1 mm z u ukt d h e d t 79.54) 528

16、 8 . 189 ( 93 . 3 93 . 4 1 10417 . 5 5 . 1 32 . 2 .) ( 1 .32. 2 3 2 4 3 21 1 2) 圆周速度： sm nd t /75 . 2 100060 96079.5414 . 3 100060 1 3) 计算齿宽： mmdb td 79.5479.541 1 4) 计算齿宽与齿高比： 模数: mm d m t t 74 . 2 20 79.54 1 1 齿高: mmmh t 165 . 6 74 . 2 25 . 2 25 . 2 89. 8 165 . 6 79.54 h b 5) 计算载荷系数： 根据 ,7 级精度，查 1

17、0-8 得 动载系数 sm/75 . 2 1 . 1v 对于直齿轮 1 fh 查 10-2 得使用系数 由表 10-4 用插值法查得 7 级1 a 精度小齿轮非对称布置时， 由，42 . 1 h 89 . 8 h b 可查 10-13 得 42 . 1 h 32 . 1 f 故载荷系数 562 . 1 42 . 1 11 . 11 hhva 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： mmdd t t 25.58 3 . 1 562 . 1 79.54 3 3 11 7） 计算模数： mm d m9125 . 2 20 25.58 1 1 3按齿根弯曲强度计算： 弯曲强度设计公式为 3 2 1 1

18、2 f safa d yy z kt m (1) 确定公式内的各计算数值 1) 查图 10-20c 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲;500 1 mpa fe 劳强度极限;mpa fe 380 2 2) 查 10-18 图取弯曲疲劳寿命系数;88 . 0 ,85 . 0 21 fnfn kk 3) 计算弯曲疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4,得 mpa s k mpa s k fnfn f fefn f 86.238 4 . 1 38088 . 0 58.303 4 . 1 50085 . 0 22 2 11 1 4) 计算载荷系数 k. 452 . 1 32 . 1 11

19、 . 1 . 1 ffva kkkkk 5) 查取齿形系数. 查 10-5 表得 35 . 2 ;80 . 2 21 fafa yy 6) 查取应力校正系数. 查 10-5 表得 70 . 1 ;55 . 1 21 sasa yy 7) 计算大、小齿轮的并加以比较. f safay y 016725 . 0 86.238 7 . 135 . 2 014296 . 0 58.303 55 . 1 8 . 2 2 22 1 11 f safa f safa yy yy 大齿轮的数值大. (2) 设计计算 mmmmm874 . 1 0016725* 201 10417 . 5 452 . 1 2 3

20、 2 4 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m 度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取 弯曲强度算得的模数 1.874，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度2m 圆直径,算出小齿轮齿数mmd25.58 1 ，29 2 25.58 1 1 m d z 大齿轮齿数 ，取.1142993 . 3 2 z114 2 z 这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强 度,并做到结构紧凑,避免浪费. 4. 几何尺寸计算 （1） 分度圆直径：

21、mmmd mmmd 2281142 58292 22 11 （2）中心距： mm dd a143 2 22858 2 21 （3）齿轮宽度： mmdb d 58 1 取 mmb58 2 mmb65 1 低速级齿轮传动设计低速级齿轮传动设计 1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 7 级精度（gb 10095-88）。 3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级 圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿 面硬度分别为 240hbs,280hbs，二者材料硬

22、度差为 40hbs。 4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取24z72.7828 . 3 24 2 z 。79 2 z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 .) ( 1 .32 . 2 3 21 1 h e d t z u ukt d 2) 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数3 . 1 t k 2 由以上计算得小齿轮的转矩mnt28.200 1 3 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，按1d 2 1 8 .189 mpaze 齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲mpa h 600 1lim 劳强度极限。.550 2lim mpa h 4 计算应力循环次数

23、 9 11 1070272 . 0 )1030082(12446060 h jlnn 9 9 1 2 1021424 . 0 28 . 3 1070272 . 0 n n 5) 按接触疲劳寿命系数 96 . 0 1 hn99 . 0 2 hn 6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 s=1 由 得 s nlim mpa s mpa s hn h hn h 5 . 54455099 . 0 57660096 . 0 lim2 2 1lim1 1 （2） 计算： 1) 带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为 h 1t d 84.39) 528 8 . 189 ( 28 . 3

24、 128 . 3 1 100028 . 2 5 . 1 32 . 2 .) ( 1 .32 . 2 3 2 4 3 21 1 h e d t z u ukt d 2) 圆周速度： sm nd t /5093 . 0 100060 275.24484.3914 . 3 100060 1 3) 计算齿宽： mmdb td 84.3984.391 1 4) 计算齿宽与齿高比： 模数: mm d m t t 66 . 1 24 84.39 1 1 齿高: mmmh t 735 . 3 66 . 1 25 . 2 25 . 2 67.10 h b 5) 计算载荷系数： 查 10-8 得 动载系数 1 .

25、 1v 对于直齿轮 1 fh 查 10-2 得使用系数 用 10-4 插值法查得 7 级精度1 a 小齿轮非对称布置时， 由，42 . 1 h 67.10 h b 可查得 42 . 1 h 34 . 1 f 故载荷系数 562 . 1 hhva 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： mmdd t t 35.42 3 . 1 562 . 1 84.39 3 3 11 7） 计算模数： mm d m76 . 1 24 35.42 1 1 3按齿根弯曲强度计算： 弯曲强度设计公式为 3 2 1 1 2 f safa d yy z kt m (3) 确定公式内的各计算数值 查 10-20c 图得小齿轮

26、的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲;500 1 mpa fe 劳强度极限;查 10-18 图取弯曲疲劳寿命系数mpa fe 380 2 计算弯曲疲劳许用应力.;88 . 0 ,85 . 0 21 fnfn kk 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4,得 mpa s k mpa s k fnfn f fefn f 86.238 4 . 1 38088 . 0 57.303 4 . 1 50085 . 0 22 2 11 1 计算载荷系数 k. 474 . 1 34 . 1 11 . 1 . 1 ffva kkkkk 8) 查取齿形系数. 查 10-5 表得 22 . 2 ;65 . 2 21 fafa

27、yy 9) 查取应力校正系数. 查表得 77 . 1 ;58 . 1 21 sasa yy 10)计算大、小齿轮的并加以比较. f safay y 0165 . 0 86.238 77 . 1 22 . 2 0138 . 0 57.303 58 . 1 65 . 2 2 22 1 11 f safa f safa yy yy 大齿轮的数值大. (4) 设计计算 mmmmm35 . 1 0165 . 0 * 201 100028 . 2 474 . 1 2 3 2 4 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m 度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能

28、力,而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取 弯曲强度算得的模数 1.35，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度5 . 1m 圆直径 105,算出小齿轮齿 ，29 5 . 1 35.42 1 1 m d z 大齿轮齿数 ，取.12.952928 . 3 2 z96 2 z 这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强 度,并做到结构紧凑,避免浪费. 4. 几何尺寸计算 （1） 分度圆直径： mmmd mmmd 1445 . 196 5 . 435 . 129 22 11 （2）中心距： mm dd a75.93 2 144

29、5 . 43 2 21 （3）齿轮宽度： mmdb d 5 . 43 1 取 , 5 .43 2 bmmb 5 . 48 1 第四部分 轴的设计 1. 选择轴的材料及热处理。 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求， 故选择常用材料 45 钢调质处理。 2. 初估轴径。 按扭矩初估轴的直径。 查表 15-3（课本） 取 c=110 =19.73 mm 1 3 1 1 p dc n =30.3 mm 2 3 2 2 p dc n =44.1 mm 3 3 3 3 p dc n 3. 初选轴承（深沟球轴承） 。 查表 6-1（手册） 轴承型号 1 d 1 d 1 b 轴600840

30、6815 轴6007356214 轴6010508016 4. 结构设计 1） 轴结构设计 a.草图 b.各轴段直径及联轴器的确定 初估轴经后，即可按轴上零件的安装顺序开始确定轴径，该轴 1 段安装轴承 6005，故该段直径为 40mm,2 段装齿轮，为了便于安 装，取 2 段为 44mm，取 3 段为 53mm，5 段装轴承，直径和 1 段一 样为 40mm，4 段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位及轴承安 装，取 4 段为 42mm。第 6 段 36mm 由电动机 d=42mm，转矩 t=108.3nm，转速 n=960r/min 查表 8-5（手册）选 lt6 型弹性套柱销联轴器，公称

31、转矩为 250 nm，半联轴器的孔径=28mm，故取该轴 7 段直径 32mm,半联轴 1 d 器长度 l=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为=84mm. 1 l 2） 轴结构设计 a. 草图 3 2 4 1 5 b. 各轴段直径的确定 从左端开始确定直径，该轴 1 段安装轴承 6007，故该段直径 为 45mm，2 段安装齿轮，为了便于安装，取 2 段为 49mm，齿轮 右端用轴肩固定轴肩高度为 5mm，取 3 段为 59mm，5 段装轴承， 直径和 1 段一样为 45mm，4 段安装齿轮，为了便于安装，取 4 段为 49mm . 3） 轴结构设计 a. 轴草图 b.各轴段直径及联轴器

32、的选择 从左段开始确定直径，该轴轴 1 段安装轴承 6010，故该段 直径为 50mm，2 段装齿轮，为了便于安装，取 2 段为 54mm，齿轮 右端用轴肩固定，轴肩高度为 5mm，取 3 段为 64mm，5 段装轴承， 轴径和 1 段一样为 50mm，4 段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向 定位及轴承的安装，取 4 段为 60mm。第 6 段为 42mm 由轴转矩 t=618.11 nm，转速 n=74.7r/min 查表 8-5（手册）选 lt10 型弹性套柱销联轴器，公称转矩为 2000nm，半联轴器的孔径=50mm，故取该轴 7 段直径 35mm,半 1 d 联轴器长度 l=142mm

33、，半联轴器与轴配合的毂孔长度为=107mm. 1 l 5. 各轴段长度的确定 2 啮合线 啮合线 2 齿 轮 1 轴 齿 轮 3 齿 轮 2 轴 齿 轮 4 轴 18 10 7 10 18 综上 1 段 2 段 3 段 4 段 5 段 6 段 7 段 dldldldldldldl 轴 4032447353642109401536613290 轴 4530499859749504535 轴 50805440643060675064279357 6. 轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合，与轴承7/ 6hr 内圈配合轴径选用 k6。 7. 轴上的倒角与圆角 为保证轴承内圈

34、端面紧靠定位轴肩的端面，根据手册推荐，取 轴肩圆角半径为 1mm，其他轴肩圆角半径均为 2mm，轴的左右端倒 角均为 1 45。 8. 轴的校核 轴的受力分析 圆周力 径向力 法向力 =54.17225=4337n 1 1 2 t t f d =tan20=43370.3639=1578n r f t f =4337n/0.9397=n cos20 t n f f =4337n t f =1578n r f =4615.3n n f 水平面支反力 垂直面支反力 画水平面弯矩 图 画垂直面弯矩 图 画合成弯矩图 画轴转矩图 许用应力 许用应力值 应力校正系数 画当量弯矩图 =923024337n

35、=1321.2n 1t f 2 12 t l f ll =-=4337n-1321.2n=3015.8n 2t f t f 1t f =923021578n=480.7n 1r f 2 12 r l f ll =-=1578n-480.7n=1057.3n 2r f r f 1r f =1321.2210=277452 1h m 1t f 1 l nmm =3015.892=277453.6 2h m 2t f 2 l nmm =480.7210=100947 1v m 1r f 1 l nmm =1057.392=97271.6 2v m 2r f 2 l nmm =183792 22 hv

36、 mm m 1 mnmm =183795.9 2 mnmm =104.0t 1 t 3 10nmm 轴材料选用 45 钢调质处理 =650mpa =360 mpa b s 用插入法由表 16.3（课本）查得 =102.5 mpa 0b =65mpa b =0.634 0 b b 65 102 当量转矩 =0.634104.0=65936t 3 10nmm 当量弯矩（在小齿轮中间截面处） =195261.5 22 mmtnmm =1321.2n 1t f =3015.8n 2t f =480.7n 1r f =1057.3n 2r f =277452 1h mnmm =277453.6 2h m

37、nmm =100947 1v mnmm =97271.6 2v mnmm =183792 1 mnmm =183795.9 2 mnmm =104.0t 3 10nmm =102.5 mpa 0b =65mpa b =0.634 =65936tnmm =195261.5 mnmm 210 92 1r f 2r f 1t f r f 2t f n f h m t f 1h m 2h m v m 1v m 2v m t m 1 m 2 m m m 校核轴径 齿根圆直径= f d * 2(22) a dhfzhc m =（26-2 1-2 0.5） 2 =47mm 轴径 =31.1mm47mm 1

38、d 3 0.1 b m 3 195261.5 0.1 65 故此轴合理 9. 轴的校核 轴的受力分析 圆周力 径向力 法向力 水平面支反力 垂直面支反力 画水平面弯矩 图 =2200.2835=1144n 2 1 2 2 t t f d =8915.6n 2 2 3 2 t t f d 3 2 401.2 10 90 =tan20=3479.50.3639=1364.4n 1r f 1t f =tan20=8915.60.3639=3244.4n 2r f 2t f =3749.5n/0.9397=3990.1n 1 1 cos20 t n f f =8915.6n/0.9397=9487.7

39、n 2 2 cos20 t n f f = 3t f 323 12 123123 tt lll ff llllll = 59142 3749.58915.6 220220 =6760.1n = 4t f 112 21 123123 tt lll ff llllll = 78161 6760.13749.5 220220 =5140.8n = 3r f 323 12 123123 rr lll ff llllll = 59142 1364.43244.4 200220 =2460.0n = 4r f 112 21 123123 rr lll ff llllll = 78161 3244.4136

40、4.4 200220 =2148n =6760.178=527287.8 1h m 3t f 1 l nmm =5140.859=303307.2 2h m 4t f 3 l nmm =1144n 1t f =8915.6 n 1t f =1364.4n 1r f =3244.4n 2r f =3990.1n 1n f =9487.7n 2n f =6760.1n 3t f =5140.8n 4t f =2460.0n 3r f =2148n 4r f =527287.8 1h mnmm 画垂直面弯矩 图 画合成弯矩图 画轴转矩图 许用应力 许用应力值 应力校正系数 画当量弯矩图 =2460.

41、078=191880 1v m 3r f 1 l nmm =2148.859=126779.2 2v m 4r f 3 l nmm =3244.483=269285.2 3v m 2r f 2 l nmm =1364.483=113245.2 4v m 1r f 2 l nmm =561115.3 22 hv mm m 1 mnmm =328737.3 2 mnmm =401.2t 2 t 3 10nmm 轴材料选用 45 钢调质处理 =650mpa =360 mpa b s 用插入法由表 16.3（课本）查得 =102.5 mpa 0b =65mpa b =0.634 0 b b 65 10

42、2 当量转矩 =0.634401.2=254360.8t 3 10nmm 当量弯矩（在大齿轮中间截面处在 1 m 2 m 小齿轮中间截面处） =616076.1 22 11 mmtnmm =415653.3 22 22 mmtnmm 303307.2 2h mnmm =191880 1v mnmm =126779.2 2v mnmm =269285.2 3v mnmm =113245.2 4v mnmm =561115.3 1 mnmm =328737.3 2 mnmm =401.2t 3 10nmm =102.5 mpa 0b =65mpa b =0.634 =254360.8tnmm =6

43、16076.1 1 mnmm 415653.3 2 mnmm 78 83 59 1n f 1t f 4r f 3t f 2r f 3r f 4t f 3r f h m h m 1h m 2v m 3v m 4v m v m 1v m t 2 t m 2 m 1 m m 2 m 1 m 校核轴径 齿根圆直径= 1f d * 2(22) a dhfzhc m =（107-2 1-2 0.5） 2 =209mm = 1f d * 2(22) a dhfzhc m =（36-2 1-2 0.5） 2.5 =83.75mm 轴径 =45.6mm83.75mm 2 d 1 3 0.1 b m 3 6160

44、76.1 0.1 65 故此轴合理 8. 轴的校核 轴的受力分析 圆周力 径向力 法向力 水平面支反力 垂直面支反力 画水平面弯矩 图 画垂直面弯矩 图 画合成弯矩图 画轴转矩图 许用应力 许用应力值 =8360.7n 3 4 2 t t f d 3 2 1170.5 10 280 =tan20=8360.70.3639=3042.5n r f t f =8360.7n/0.9397=8897.2n cos20 t n f f =n=5396.5n 1t f 2 12 t l f ll 142 8360.7 220 =-=8360.7n-5396.5n=2927.3n 2t f t f 1t

45、f =n=1963.8n 1r f 2 12 r l f ll 142 3042.5 220 =-=3042.5n-1963.8n=1078.7n 2r f r f 1r f =5396.578=420927 1h m 1t f 1 l nmm =2964.2142=420916.5 2h m 2t f 2 l nmm =1963.878=153176.4 1v m 1r f 1 l nmm =1078.7142=153175.4 2v m 2r f 2 l nmm =447931.4 22 hv mm m 1 mnmm =447921.2 2 mnmm =1170.5t 3 t 3 10nm

46、m 轴材料选用 45 钢调质处理 =650mpa =360 mpa b s 用插入法由表 16.3（课本）查得 =102.5 mpa 0b =65mpa b =8360.7n t f =3042.5n r f =8897.2n n f =5396.5n 1t f =2927.3n 2t f =1963.8n 1r f =1078.7n 2r f =420927 1h mnmm =420916.5 2h mnmm =153176.4 1v mnmm =153175.4 2v mnmm =447931.4 1 mnmm =447921.2 2 mnmm =1170.5t 3 10nmm =102.

47、5 mpa 0b 应力校正系数 画当量弯矩图 =0.634 0 b b 65 102 当量转矩 =0.6341170.5=742097t 3 10nmm 当量弯矩（在大齿轮中间截面处） =866804.8 22 mmtnmm =65mpa b =0.634 =742097tnmm =866804.8 mnmm t f n f 1t f r f 2t f 1r f 2r f 1h m 2h m h m 1v m 2v m v m 3 t t 1 m 2 m m m m 校核轴径 齿根圆直径= f d * 2(22) a dhfzhc m =（112-2 1-2 0.5） 2.5 =273.75m

48、m 轴径 =51.1mme 1 1 a r f f =311.6/1065.5=0.3e 2 2 a r f f 查表 18.7（课本）得 =0.56 =1.45 1 x 1 y =0.56 =1.45 2 x 2 y 考虑到轻微冲击查表 18.81（课本） =1.2 d f =496.8n 1 p 1111 () dra fx fy f =1355.3n 2 p 2222 () dra fx fy f 因为,所以只计算轴承 2 寿命 2 p 1 p = 10h l 6 2 10 () 60 r c n p 2 16670 () r c np =158774h 46720h 故轴轴承寿合适 =

49、311.6n 2a f =0.56 =1.45 1 x 1 y =0.56 =1.45 2 x 2 y =1.2 d f =496.8n 1 p =1355.3n 2 p 2.轴轴承寿命计算 转速 n=236.59r/min 支反力=3460.0n =2148.8n 1r f 2r f 轴承选用 6007 型深沟球轴承，查表 6-1（手册）得 =21n =14.8n =8000r/min(脂润滑) r c 3 10 or c 3 10 o n 由=913/14.8=0.06 取 e=0.26 y=1.71 a or f c 3 10 附加轴向力 1 1 3460.0 1011.7 22 1.7

50、1 r s fn fn y 1 1011.7 s fn 轴承轴向力 x y 值 冲击载荷系数 d f 当量动载荷 轴承寿命 2 2 2148.8 628.3 22 1.71 r s fn fn y 由=0 a f =1011.7n 1a f 1s f =628.3n 2a f 2s f =1011.7/3460.0=0.29e 1 1 a r f f =628.3/2148.8=0.29e 2 2 a r f f 查表 18.7（课本）得 =0.56 =1.71 1 x 1 y =0.56 =1.71 2 x 2 y 考虑到轻微冲击查表 18.81（课本） =1.2 d f =4401n 1

51、p 1111 () dra fx fy f =2733n 2 p 2222 () dra fx fy f 因为,所以只计算轴承 1 寿命 1 p 2 p = 10h l 6 2 10 () 60 r c n p 1 16670 () r c np =76549.6h 46720h 故轴轴承寿合适 2 628.3 s fn =1011.7n 1a f =628.3n 2a f =0.56 =1.71 1 x 1 y =0.56 =1.71 2 x 2 y =1.2 d f =4401n 1 p =2733n 2 p 3.轴轴承寿命计算 转速 n=76.3r/min 支反力=1963.8n =10

52、78.7n 1r f 2r f 轴承选用 6010 型深沟球轴承，查表 6-1（手册）得 =32n =24.8n =5600r/min(脂润滑) r c 3 10 or c 3 10 o n 由=913/24.8=0.037 取 e=0.26 y=1.71 a or f c 3 10 附加轴向力 轴承轴向力 x y 值 冲击载荷系数 d f 当量动载荷 轴承寿命 1 1 1963.8 574.2 22 1.71 r s fn fn y 2 2 1078.7 315.4 22 1.71 r s fn fn y 由=0 a f =574.2n 1a f 1s f =315.4n 2a f 2s f

53、 =574.2/1963.8=0.29e 1 1 a r f f =315.4/1078.7=0.29e 2 2 a r f f 查表 18.7（课本）得 =0.56 =1.71 1 x 1 y =0.56 =1.71 2 x 2 y 考虑到轻微冲击查表 18.81（课本） =1.2 d f =2497.9n 1 p 1111 () dra fx fy f =1372.1n 2 p 2222 () dra fx fy f 因为,所以只计算轴承 1 寿命 1 p 2 p = 10h l 6 2 10 () 60 r c n p 1 16670 () r c np =459341.6h 46720

54、h 故轴轴承寿合适 1 574.2 s fn 2 315.4 s fn =574.2n 1a f =315.4n 2a f =0.56 =1.71 1 x 1 y =0.56 =1.71 2 x 2 y =1.2 d f =2497.9n 1 p =1372.1n 2 p 第五部分 键的设计和计算 1. 轴上同联轴器相连的键的设计 1）选择键连接的类型和尺寸 选择单圆头普通平键 由 d=40mm 查表 4-1（手册）取 键宽 b=10mm 键高 h=8mm 键长 l=70mm 2）校核键连接的强度 由表 6-2（课本） =110mpa p 工作长度 l=l-b/2=65 3）健与轮毂键槽的接触

55、高度 k=0.5h=4mm 由式=36.1mpa p 3 210t kld p 所以此键安全 取键标记 gb/t1096-2003 键 c12 8 40。 2. 轴上小齿轮同轴相连的键的设计 1）选择键连接的类型和尺寸 选择圆头普通平键 由 d=34mm 查表 4-1（手册）取 键宽 b=10mm 键高 h=8mm 键长 l=70mm 2）校核键连接的强度 由表 7.1（课本） =110mpa p 工作长度 l=l-b=60 3）健与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=4mm 由式=51mpa p 3 210t kld p 所以此键安全 取键标记 gb/t1096-2003 键 10 8 40。

56、 3. 轴上大齿轮同轴相连的键的设计 1）选择键连接的类型和尺寸 选择圆头普通平键 由 d=49mm 查表 4-1（手册）取 键宽 b=14mm 键高 h=9mm 键长 l=50mm 2）校核键连接的强度 由表 7.1（课本） =110mpa p 工作长度 l=l-b=36 3）健与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=4.5 mm 由式=101.1mpa p 3 210t kld p 所以此键安全 取键标记 gb/t1096-2003 键 14 9 50。 4. 轴上小齿轮同轴相连的键的设计 1）选择键连接的类型和尺寸 选择圆头普通平键 由 d=49mm 查表 4-1（手册）取 键宽 b=14m

57、m 键高 h=9mm 键长 l=50mm 2）校核键连接的强度 由表 7.1（课本） =110mpa p 工作长度 l=l-b=36 3）健与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=4.5 mm 由式=101.1mpa p 3 210t kld p 所以此键安全 取键标记 gb/t1096-2003 键 14 9 50。 5. 轴上大齿轮同轴相连的键的设计 1）选择键连接的类型和尺寸 选择圆头普通平键 由 d=69mm 查表 4-1（手册）取 键宽 b=20mm 键高 h=12mm 键长 l=63mm 2）校核键连接的强度 由表 7.1（课本） =110mpa p 工作长度 l=l-b=55 3）健

58、与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=6mm 由式= 103mpa p 3 210t kld p 所以此键安全 取键标记 gb/t1096-2003 键 20 12 75。 6. 轴上同联轴器相连的键的设计 1）选择键连接的类型和尺寸 选择单圆头普通平键 由 d=63mm 查表 4-1（手册）取 键宽 b=18mm 键高 h=11mm 键长 l=80mm 2）校核键连接的强度 由表 7.1（课本） =110mpa p 工作长度 l=l-b/2=72 3）健与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=5.5 mm 由式= 93.8mpa p 3 210t kld p 所以此键安全 取键标记 gb/t109

59、6-2003 键 c18 11 80。 第六部分 箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（ht200）制成，采用剖分式结构为了保证 齿轮啮合质量， 大端盖分机体采用配合. 6 7 is h 1. 机体有足够的刚度 在机体外加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅 得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 h 为 40mm 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表 面应精创，其表面粗糙度为 3. 机体结构有良好的工艺性. 铸件箱盖壁厚为 9mm，箱座壁厚 10mm，圆角半径为 r=50mm。机 体外型简单，拔模方便. 4. 对附件设计 a 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够 的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔 与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封， 盖板用铸铁制成，用 m6 紧固 b 油塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧， 以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块， 由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈